Зубья Расчет по прочности на изгиб

Расчет по прочности на изгиб 343 Зубья зубчатых колес бочкообразные [c.830]

Расчет зубьев по прочности на изгиб [c.388]

Расчет зубьев червячного колеса по прочности на изгиб [c.435]

РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА ПО ПРОЧНОСТИ НА ИЗГИБ [c.412]

Расчет зубьев червячного колеса по прочности на изгиб у передачи с цилиндрическим червяком [c.77]

Зубья шестерни имеют прочность на изгиб немного меньше, чем зубья колеса. Дальнейший расчет ведем по зубу шестерни [c.298]

Дальнейший расчет ведем по колесу, так как его зубья имеют меньшую прочность на изгиб, чем зубья шестерни. [c.431]

Расчет на прочность элементов червячных передач основан на тех же принципах, что и расчет косозубых передач. Расчет зубьев колеса закрытых силовых передач (со смазкой) ведется по контактным напряжениям-, расчет зуба на изгиб в этом случае является проверочным. Для открытых передач проверку зуба колеса проводят только на изгиб. [c.249]

Открытые передачи проектируют узкими, с коэффициентом ширины венца колеса 1/д = 0,1...0,2 (см. ниже). Размеры передачи определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. Межосевое расстояние передачи определяют по формуле (9.26). При этом коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колес принимают Kjj -Кр =. [c.187]

Размеры определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. При этом принимают коэффициенты АГ р = Крр — 1 и = Модуль определяют по формуле (9.79) и его расчетное значение увеличивают на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев. [c.211]

Расчет по напряжениям изгиба. Расчет зубьев червячного колеса на изгиб аналогичен расчету зубьев цилиндрических косозубых колес. Вследствие дугообразной формы зубьев (см. рис. 15.11) считают, что их прочность на изгиб примерно на 40 % выше, чем зубьев цилиндрических косозубых колес. [c.224]

Можно предположить, что такой вид разрушения зуба обусловлен влиянием как напряжения изгиба, так и контактных напряжений. Однако в настояш,ее время нельзя сказать, какие из них оказывают большее влияние на характер разрушения, каково условие прочности зуба. Поэтому используемый в литературе расчет зубьев червячных колес из ДСП-Г по условию прочности на изгиб следует считать условным. [c.65]

Расчет зубьев на изгиб. Нормальное усилие Рн, являющееся результатом взаимодействия зубьев колес нагруженной передачи, действует по направлению линии зацепления и может быть приложено в различных точках поверхности зуба. С точки зрения прочности на изгиб наиболее опасным является момент, когда нормальная сила приложена к вершине зуба. [c.427]

Зубья шестерни имеют меньшую прочность на изгиб, чем зубья колеса. Поэтому дальнейший расчет ведем по зубу шестерни. [c.319]

Избыточные запасы прочности зубьев на изгиб. Избыточные запасы прочности.зубьев шестерни и колеса на изгиб при проверочном расчете определяются по формулам [c.110]

Рулевой механизм с глобоидным червяком и роликом (рис. XV 1.5). Зацепление этого типа обеспечивает зубьям высокую прочность на изгиб. Поэтому основное внимание в расчетах уделяется износостойкости и контактной прочности. Оценка дается по величине напряжений сжатия, которые с достаточным приближением равны [c.469]

Определяют сравнительные характеристики прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб у о . Расчет передачи ведут по менее прочному зубу. [c.131]

Расчет передачи на прочность необходимо вести по колесу, зубья которого менее прочны на изгиб. [c.134]

Проектный расчет зубчатых колес на изгиб обычно производят в форме определения модуля по выбранным числам зубьев или в форме определения модуля по межосевому расстоянию и ширине, определенным из расчетов на контактную прочность. [c.265]

Если прочность на изгиб является основным критерием работоспособности (для закаленных до высокой твердости зубчатых колес), а числа зубьев передачи заранее заданы кинематическим расчетом (например, согласно условиям точного передаточного отношения в металлорежущих станках и т. п.), а также для открытых передач расчет ведется в форме определения модуля по заданным числам зубьев с последующей проверкой контактной прочности. [c.265]

В крайне редких случаях для открытых передач при большом числе зубьев колеса г > 80) может оказаться, что прочность на изгиб недостаточна. В таком случае модуль определяют из проектного расчета зубьев на изгиб по формуле [c.119]

Расчет зубьев зубчатого колеса ведется на прочность (на изгиб) и на поверхностное напряжение, с учетом которых вычисляется соответствующий модуль колеса. Для стальных прямозубых зубчатых колес расчет модуля ведется по формулам [c.612]

Производим сравнительную оценку прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб. При одинаковых материалах шестерни и колеса зубья шестерни имеют меньшую прочность на изгиб (коэффициент формы зуба меньше), по ним и ведем дальнейший расчет. [c.453]

Расчет на прочность по nai ряжениям изгиба при действии максимальной нагрузки использу(тся для проверки червячной передачи на отсутствие пластических деформаций или возможности поломки зуба при действии максимальной статической или пиковой нагрузки, не учитываемой при расчетах на выносливость. Расчет ведется по формуле [c.16]

Проверочные расчеты на изгиб по 4х)рмулам (19.24) и (19.25) выполняют в тех случаях, когда основным критерием работоспособности заведомо является контактная прочность. В этом случае после определения из расчета на контактную прочность задаются величиной модуля и числом зубьев. Обычно принимают т — (0,01 -1- 0,02)0 для улучшенных колес или т = (0,016 0,0315)0 , [c.298]

Червячные передачи рассчитывают на сопротивление усталости и статическую прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. В большинстве случаев напряжения изгиба не определяют размеры передачи и расчет по ним применяют в качестве проверочного. Он значим только при больших числах зубьев колес (более 90...100) и для ручных передач. Основное значение имеет расчет на сопротивление контактной усталости, который должен предотвращать в проектируемых передачах выкрашивание, и расчет на заедание. Расчет на износ совмещают с этим расчетом. [c.237]

По конструктивному оформлению различают закрытые и открытые зубчатые передачи. В первых передача помещена в закрытый пыле- и влагонепроницаемый корпус и работает с обильной смазкой. Во вторых, как показывает само название, передача ничем не защищена от влияния внешней среды. Опыт эксплуатации зубчатых передач показывает, что усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев возникает только в закрытых передачах открытые передачи чаще всего выходят из строя в результате абразивного износа зубьев — истирающего действия различных посторонних частиц, попадающих в зацепление. По этой причине открытые зубчатые передачи не рассчитывают на контактную прочность, а рассчитывают лишь на изгиб зубьев, вводя в расчетные формулы специальный поправочный коэффициент, отражающий возможное уменьшение размеров опасного сечения зуба в результате износа. Для закрытых передач основным, выполняемым в качестве проектного, является расчет на контактную прочность, а расчет на изгиб выполняют как проверочный. При этом в подавляющем большинстве случаев в зубьях передач, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, напряжения изгиба невысоки — значительно ниже допускаемых. [c.355]

Расчет па прочность косозубых и шевронных колес аналогичен расчету прямозубых. Размеры закрытых передач также определяют ис расчета на контактную прочность и проверяют на выносливость зубьев по напряжениям изгиба. Открытые передачи косозубыми колесами применяют редко. При одинаковых размерах и материалах косозубые передачи обладают большей нагрузочной способностью, чем прямозубые. Объясняется это в основном более высоким коэффициентом перекрытия, т. е. большей длиной контактных линий, а следовательно, меньшей нагрузкой на единицу длины контактной линии и меньшими (при данных размерах и нагрузках) контактными напряжениями. Повышенная прочность косых зубьев на изгиб объясняется, кроме того, тем, что контактные линии наклонны и поэтому уменьшается плечо изгибающей зуб силы. Строгий математический учет перечисленных факторов невозможен, и они отражаются в расчетных формулах эмпирическими коэффициентами повышения нагрузочной способности непрямозубых передач по сравнению с прямозубыми — при расчете на контактную прочность и и — при расчете на изгиб. В среднем можно считать тот и другой коэффициент равным 1,35. [c.384]

Для зубчатых колес с высокой твердостью поверхностей зубьев их размеры лимитируются прочностью зубьев на изгиб. В этом случае проектный расчет зубьев на изгиб сводится к определению среднего модуля по формуле [c.464]

Конические передачи с тангенциальными и криволинейными зубьями приближенно рассчитывают по тем же формулам, что и прямозубые, но по нормальному среднему модулю и с введением в знаменатель подкоренного выражения коэффициента учитывающего большую прочность этих зубьев. На основании опытных данных АГд =1,5 — при расчетах зубьев на контактную усталость A = 1,0 — при расчетах зубьев на изгиб. Коэффициент вводится вместо коэффициента 0,85. [c.148]

Винт домкрата путеукладочной машины приводится в движение через червячный редуктор (рис. 16.4). Выяснить исходя из приведенных ниже данных, что ограничивает предельную нагрузку рассматри ваемой конструкции прочность винта, его устойчивость, контактная прочность зубьев червячного колеса или их прочность на изгиб. Винт изготовлен из стали Ст.4, резьба винта трапецеидальная однозаходная по ГОСТу 9484—60, наружным диаметром 44 мм и шагом 8 мм. Свободная длина винта 1,8 м, коэффициент запаса устойчивости [п ] — 4 (при расчете на устойчивость рассматривать винт как стойку, имеющую один конец, защемленный жестко, а второй свободный). Червячное колесо изготовлено из чугуна СЧ 18-36 число зубьев 2 = 38 модуль зацепления = = 5 мм. Червяк однозаходный диаметр делительного цилиндра = 50 мм угловая скорость вала червяка = 48 рад1сек. Недостающие для расчета данные выбрать самостоятельно. [c.262]

Расчет по формулам (3.122), (3.123) и (3.125) ведут по зубьям того колеса, для которого меньше отношение [орУУр (зубья менее прочны). Целесообразно, чтобы [ т .]l/У rl [a 42/Уi з В этом случае зубья шестерни и колеса и.меют примерно равную прочность на изгиб. [c.353]

С достаточной степенью точности можно принять, что опасное сечение зуба совпадает с хордой основной окружности. Эиюры нормальных напряжений от изгиба и сжатия, возникающие в этом сечении, показаны на рис. 3.73, на котором дана также суммарная эпюра напряжений. Опыт эксплуатации зубчатых передач и экспериментальные исследования показывают, что усталостная трещина возникает на растянутой стороне зуба. Таким образом, пренебрегая относительно небольшими напряжениями от сжатия силой F,., расчет зуба следует вести по напр яжениям растяжения, вызванного силой F. Условие прочности на изгиб будет иметь вид Op=Mi.-lW =FtUW 452 [c.452]

Сравнительная оценка прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса ут [аои) = 0,354-140 = 49,5 н/мм [оои]"= 0.496Х Х59 = 29,3 н мм . Дальнейшие расчеты ведем по зубьям колеса как менее прочным. [c.396]

В связи с тем чго поверхностное разрушение зубьев зависит от контактных напряжений, а поломка — от напряжений изгиба, зубья червячных колес, так же как и зубья зубчатых колес, рассчитывают на прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. При проектировочном расчете червячных передач редукторов определяют требуемое по условию контактной прочности межосевое расстояние передачи затем проверяют зубья колеса на изгиб. В большинстве случаев оказывается, что расчетные напряжения изгиба значительно ниже допускаемых. Лишь в случае мелкомодульного зацепления при большом числе зубьев колеса 7.2 > 100) может оказаться, что прочность на изгиб недостаточна. При этом приходится изме1шть размеры зацепления и вновь производить проверку. [c.236]

Вследствие наклонного расположения зубьев в косозубом зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб, повышая его прочность. Наклонное расположение зубьев увеличивает их жесткость на изгиб, улгеньшает динамические нагрузки. Все эти особенности трудно учесть при выводе расчетных формул, поэтому расчет на прочность косозубых передач ведут по формулам эквивалентных прямозубых передач с введением в них поправочных коэффициентов. По условиям прочности габариты косозубых передач получаются меньше, чем прямозубых. [c.147]

Расчет прямозубой цилиндрической передачи. При конструировании зубчатых передач — основные параметры модуль т и число зубьев г. У малонагруженных мелкомодульных передач т и г выбирают в зависимости от габаритов передачи (межосевого расстояния а, размеров зубчатых колес) и требуемой величины передаточного числа и. При передаче значительных моментов рассчитывают на прочность по контактным напряжениям и напряжениям на изгиб. Нагрузочная прочность большинства передач органичнвается контактной прочностью, а не прочностью на изгиб / [22]. Расчет на прочность эвольвентных ци- линдрических зубчатых передач внешнего зацепления, состоящих из стальных зубчатых колес с модулем от 1 мм и выше стандартизован ГОСТ 21354—75. [c.58]

Минимально допускаемое значение модуля можно определить из условий прочности зубьев на изгиб по формуле (8.20). Однако нрн таком расчете в большинстве случаев получают зацепления с очень мелкими зубьями, применение которых практически ограничено. Поэтому значение т обычно выбира от, ориентируясь на рекомендации, выработанные практш- ой, и затем проверяют на изгиб. В этих рекомендациях учитывают следующее. [c.117]

Расчет на прочность по напряжениям от изгиба проводится только для зубьев червячного колеса. Точный расчет изгибаво-пхих напряжений зубьев усложняется тем, что зуб по ширине колеса имеет переменную форму сечения, а основание зуба расположено по дуге окружности. В приближенных расчетах червячное колесо рассматривают как косозубое, а в формулу расчета косых зубьев вводят поправки и упрощения. [c.250]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...